毕业设计（论文）-采煤机牵引部行星减速器设计

黑龙江工程学院本科生毕业设计PAGEV摘要全套图纸加V信153893706或扣3346389411本设计的主要内容是采煤机牵引部行星减速器。在此设计中我们采用了串联式组合行星传动。它的特点是前一个轮系的输出构件与后一个轮系的输入构件相固接。这种组合行星传动具有更广的增矩和变速范围，可以获得大的传动比，可以实现功率的分流、汇合和反馈等。因此，这种组合行星传动在现代机械中得到日益广泛的应用。本设计充分吸收了该型传动近期的设计资料，广泛采用了较先进的设计计算方法和新的国家标准。本设计力求简明、系统、实用，坚持理论与实际相结合、设计与计算相结合、一般传动与新型传动相结合。在结构布置合理的情况下，其传动效率可达97-99%。运动平稳、抗冲击和抗振动的能力较强。由于采用几个相同的行星轮，且均匀分布在中心轮的四周，因而能达到惯性力平衡。行星齿轮转动的缺点是：制造精度要求高，安装比较困难。但随着科学技术的发展，工艺水平的进步，其缺点是可以克服的。关键词：太阳轮；行星轮；内齿圈；减速器；应用ABSTRACTThemaincontentofthisessayisabouthaulageunitplanetarygearreduceroncoalminingmachine.Inthisdesigntheseriesconnectionplanetgearisemployed.Thetraitofthismachineisthatoneformerinputpartofwheeltrainislinkedtoonelatterinputpart.Thistraingiveslargerrangeoftrans-speedandotherparameters,thereforeitismoreandmorewidelyusedinmodernmechanics.Byabsorbingthenewdesignmaterialonthistypeandemployingadvancedwaysofcalculationandnewstationstandard,thisessayismadeeasytounderstandandeasytouse.Ifproperlyframedthetransmissionefficiencycangoupto97~99%.Alsocanitpromisedthegoodstabilityofmotionandresistancetobatterandquackandbalanceofinertialforce.Thismachinehasshortbackstoothatitrequireshightechnologylevel,ishardtoinstall.Howeversuchwouldovercomeinnearfutureunderthedevelopmentoftechnology.Keywords:TheSunWheel;PlanetaryWheel;TheInteriorToothIsEnclosed;Decelerator;Application目录摘要 IABSTRACT II目录 III第1章绪论 11.1概述 11.2行星轮系 11.2.1轮系 11.2.2周转轮系的种类 21.3行星齿轮传动的类型 21.3.1行星传动类型的选择 21.3.2发展概况与方向 3第2章行星齿轮传动的啮合计算 42.1行星齿轮传动的齿数选择 42.2确定各齿轮参数 62.3各齿轮传动速度 82.4花键的选择 82.5行星传动承载能力计算 92.6本章小结 10第3章齿轮精度与失效形式 113.1齿轮精度的选择 113.2齿轮传动的失效形式 113.2.1齿面点蚀 123.2.2轮齿的折断 123.2.3齿面磨损 133.2.4齿面胶合 133.2.5齿面塑性流动 143.3本章小结 14第4章均载方法与装置 154.1均载方法 154.2均载装置 154.3本章小结 16第5章行星传动中的校核计算 175.1齿轮的校核 175.1.1齿面接触疲劳强度校核计算 175.1.2齿轮弯曲疲劳强度较核计算 195.2轴的校核计算 225.3本章小结 25第6章其它构件的设计 266.1行星架的设计 266.2行星轮支撑结构与整体结构分析 266.3行星减速器机体结构 27第7章行星轮的传动效率 297.1概述 297.2传动效率的计算 297.3本章小结 31第8章经济效益分析论证 328.1方案分析 328.2经济分析 328.3本章小结 33参考文献 35致谢 36PAGE36第1章绪论1.1概述行星齿轮传动是一种新型高效的传动型式，它与普通定轴齿轮传动相比有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。本设计的主要内容是采煤机机牵引部行星减速器。在此设计中采用了行星传动。它的特点是前一个轮系的输出构件与后一个轮系的输入构件相固接。这种组合行星传动具有更广的增矩和变速范围，可以获得更大的传动比，可以实现功率的分流、汇合和反馈等。因此，这种组合行星传动在现代机械中得到日益广泛的应用。充分吸收了该型传动近期的设计资料，广泛采用了较先进的设计计算方法和新的国家标准。目前，我国行星齿轮传动的设计水平与发达国家的差距正在缩小，不仅理论研究和设计能力有所增强，而且制造技术和测试手段也逐步提高。行星齿轮传动深受用户欢迎，随着科学技术迅速发展，行星传动已被广泛应用于冶金、矿山、水泥、汽车、起重、机床、化工、电力等机械上。1.2行星轮系1.2.1轮系由一系列齿轮组成的传动装置称齿轮机构或轮系，是应用最广泛的机械传动形式之一。根据轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，可将轮系分为下列几种基本类型：1.定轴轮系当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。2.周转轮系当轮系运转时，若组成轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线不固定，而绕着另一个齿轮的几何轴线回转者，称为周转轮系。周转轮系的组成：1）行星轮在周转轮系中作自转和公转运动。2）转臂支承行星轮并使其公转的构件。3）中心轮与行星轮相啮合而其轴线又与主轴线相重合的齿轮。通常又将最小的外齿中心轮称为太阳轮，而将固定不动的中心轮称为支持轮（内齿轮）。4）构件转臂H绕其转动的轴线称为主轴线。凡是轴线与主轴线重合而又承受外力矩的构件称为基本构件。1.2.2周转轮系的种类周转轮系按其平面机构自由度的数目，可分为行星轮系和差动轮系两种。1.行星轮系将周转轮系的中心轮之一固定于机壳，其他两个基本构件分别为主动构件和从动构件的结构，都是行星轮系。2.差动轮系周转轮系三个基本构件都可以转动时就成为差动轮系。工程上习惯将行星轮系和差动轮系的齿轮传动机构统称为行星齿轮传动。1.3行星齿轮传动的类型1.3.1行星传动类型的选择拥有两个中心轮（2K）、一个转臂（H）的行星齿轮传动机构的代号为2K-H。根据手册及多年来工厂的长期实践，选择NGW型（行星齿轮减速器标准JB/T6502-1993），其中按首字汉字拼音N-内啮合，W-外啮合，G-内外啮合公用行星齿轮，该类型由内啮合和公用行星轮组成。它的结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高，然而传动比小。但NGW型能多级串联从而形成传动比大的轮系，这样便克服了单级传动比较小的缺点。1）NGW型该型由内外和公用行星齿轮组成。2）NW型该型由一对内啮合和一对外啮合组成。由于把行星轮做成双联轮，使其为双排内外啮合而没有公用齿轮。3）WW型该型由双排两对外啮合齿轮组成。其突出特点是能通过调整四个齿轮的齿数，轻而易举的得到1.2至数千范围的传动比.但效率低。4）NN型该型由双排两对内啮合齿轮组成，通过调整行星齿轮与中心轮的齿数关系，可以得到的传动比范围较大，但效率低。5）NUWGW型该型由两对外啮合锥齿轮组成，有一个公用行星轮。1.3.2发展概况与方向我国早在南北朝时代，祖冲之发明了有行星齿轮的差动式指南车。因此我国行星齿轮传动的应用比欧美各国早1300多年。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮的发展有很大影响。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二战后，高速大功率船舰、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。一些专业定点厂已成批生产了NGW型产品使用效果很好。发展方向1）速大功率及低速大转矩的方向发展。2）向无级变速行星齿轮传动发展。3）向复合式行星齿轮传动发展。4）向少齿差行星齿轮传动发展。5）制造技术的发展方向。第2章行星齿轮传动的啮合计算2.1行星齿轮传动的齿数选择行星传动各轮齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一定条件，才能进行正常传动。由文献[5]查得，行星齿轮传动的齿数选择一般应满足以下四个条件：1.传动比条件NGW型的传动比条件（2.1）（2.2）2.邻接条件在行星传动中，为了提高承载能力，减少机构尺寸，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀、对称地布置几个行星轮。为使相邻两个行星齿轮不相碰撞，要求其齿顶圆间有一定的间隙，即为邻接条件。假设相邻两个行星轮中心之间的距离为，最大行星轮齿顶圆直径为，则邻接条件为：即：（2.3）式中，—行星轮数目；—齿合副中心距；—行星轮齿顶圆直径；相邻接两行星轮间的最小间隙值可取：=0.5mm（2.4）式中，m—齿轮模数（mm）。所以可得按邻接条件所许的行星轮数目：（2.5）3.同心条件行星传动装置的特点为输入与输出是同轴线的，即各中心轮的轴线与行星架轴线是重合的。为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，则为同心条件。4.装配条件一般行星传动中,行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均匀装入,并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象,所应具备的齿数关系即为装配条件。NGW型的装配条件：当行星轮个数＞1时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀第装入其它行星轮，就必须满足一定条件。相邻两行星轮所夹的中心角为。设第一个行星轮在位置I装入与两中心轮啮合,然后将行星架H顺时针转过角度,既让转到位置Ⅲ在这其间,中心轮a转过角度由传动比确定,既=为了在位置装入行星轮,要求此时中心轮a在位置I的相应轮和它转动角之前的位置完全相同。也就是说,中心轮转过的角必须为其周节所对的中心角的整倍数M,即,将值代入上式可得：（2.6）只要此式能够满足，就可在位置I再装入行星轮。同样操作也可在位置I再装入其它行星轮。此式表明NGW型行星传动得装配条件与行星轮齿数无关。5．其它条件1）轮齿强度在考虑到轮齿强度方面得要求而又不增大传动的尺寸和重量时，若承载能力取决于齿面接触强度，则各轮齿数取较多齿数得组合方案是合理的；若承载能力取决于齿根弯曲强度，则各轮齿数取决于较少齿数得组合方案是适宜的。行星传动中，小齿轮的最大齿数Z1max应保证齿轮有足够的弯曲强度条件推荐的Z1max值，小齿轮的硬度等于或大于大齿轮的硬度。行星传动中小齿轮最小齿数Z1min对于硬度大于350HBS的硬齿面，推荐Z1min≥12。2）啮合质量高速重载的行星传动中，为减少运转过程中的振动和噪声，使传动有良好的工作平稳性，在各对啮合齿轮的齿数之间，应当没有公约数，即互为质数；中心轮的齿数也不宜为行星轮数目的整数倍。3）齿形加工齿形加工一般应遵循以下两个原则：大于100的质数齿的齿轮尽量少用，因为切齿时机床调整比较困难；当采用插齿和剃齿时，任何一个齿轮的齿数都不应是插齿刀或剃齿刀齿数的倍数。6.确定各轮齿数对于NGW型传动的齿数，首先确定附和邻接条件的行星轮个数，然后根据传动比条件、同心条件和装配条件选配齿数。综合分析考虑，在本设计中我们应采用比例法。根据传动比条件、同心条件和装配条件等联立求解，可得（2.7）式中以分数形式代入。当选定某一适当的值之后，便可求出齿数，最后再根据所得齿数校核邻接条件。因各轮齿数和M值都是整数，故在选取值时，应使式右端各项数值都是正整数。2.2确定各齿轮参数根据上述2.1所述的四个条件，查文献[1]得，当np=3时选择，Za=20分别求得各齿数见表2.1。表2.1齿数选择——一级行星轮个数np3行星轮齿数zg34太阳轮齿数za20内齿圈齿数zb88模数m2.5行星传动的变位计算：标准齿轮中，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数c*=0.25，=200(GB/T1356-88),低速重载=200，齿槽宽（e）=齿厚（s）。查文献[5]得，齿轮各部分的几何尺寸计算公式如下：分度圆直径：齿顶高：*齿根高：基圆直径：齿厚齿槽宽：/2变位齿轮中两渐开线齿轮正确啮合其模数压力角都相同，模数m由受力情况和结构需要确定。因为不产生根切的最小齿数，所以两太阳轮都要做正变位。查文献[1]，根据行星齿轮的传动推荐值，结合本设计的工艺要求，本设计中正变位齿轮的几何尺寸计算公式如下：齿厚：齿槽宽：齿根高：齿顶高：分度圆直径：表2.2齿轮参数表——一级——太阳轮行星轮内齿圈齿厚s3.933.933.93齿槽宽e3.933.933.93齿根高hf3.753.753.75齿顶高ha2.52.52.5分度圆直径d5085220齿数za2034882.3各齿轮传动速度行星减速器传动速度的计算：查文献[5]得，r/min（2.8）由此可知：r/minr/min表2.3转速（单位：转速/分）——太阳轮行星轮齿圈行星架转速（r/min）203．175．431．827．52.4花键的选择花键连接的类型和尺寸通常根据被连接件的结构特点，使用要求和工作条件来选择。为了避免键齿工作表面压溃或过度磨损，应进行必要的强度校核计算，计算过程如下：行星架花键：INT/EXT25Z×4m×30p×7H/6d标准号是GB1096-79。（INT表示内花键；EXT表示外花键。）连接太阳轮的花键：INT/EXT20Z×4m×30p×7H/6d标准号是GB/T3478.2-1995。表2.4各齿轮花键参数参数代号一级行星架花键连接一级太阳轮的花键模数齿数m44z2520压力角α3030公差等级——5H5H大径D10680齿形公差ff0.0240.020齿向公差Fβ0.0230.018表2.5基本行星传动的设计计算项目名称计算公式及数值设计目标行星传动基本参数α=20h*a=1.0c*=0.25精度等级7受载情况单向工作、载荷稳定传动比i1=7.4；失效概率1%2.5行星传动承载能力计算一般情况下，NGW型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外齿合齿轮副,因而要先计算外啮合齿轮副的强度。但是对于太阳轮和行星轮来说，其轮齿为先渗碳淬火，再进行磨削加工，而内齿圈则为先进行调质处理，再进行插齿加工的行星传动。切速比较小时（i≤4），在进行内齿轮的强度校核时，内齿轮齿圈的薄壁环节也应进行强度校核。为了进行齿轮、输入轴、输出轴、行星轮轴及轴承的强度校核计算，需要分析行星齿轮、输入轴、输出轴、行星轮轴及轴承的强度计算，此外，还应分析行星齿轮传动中各构件受力状况。在分析中，先假定行星齿轮受载均匀，并略去摩察力和自重的影响。因此，各构件在输入转矩作用下处于是处于平衡状态的，而构件间的作用力则等于其反作用力。但实际上，由于各种误差的存在，使各行星轮所受载荷不均匀，因而，在对其中任意一对行星齿轮与中心齿轮组合时的受力状况分析时，均应引入不均载系数KP。表2.6行星轮与中心轮啮合时受力表项目太阳轮行星轮行星架内齿圈传递转矩(Nm)T=KpTa/np(545/3)1.1=200ZcT/Za=538.5——ZbT/Za=471圆周力Ftca=1000T/ra=6153.8Ftca≈Ftbc=6153.8FtcH≈2Ftca=12308Ftcb≈Ftca=6153.8径向力β=0Frca=Ftcatanαn/cosβ=2800Frac≈Frbc=2800Ry1H≈0Frcb=Frbc=2800作用在齿轮或轴上的力Rxa=Ftca=6153.8Rx1a≈2Ftca=12308RxH≈Ftca=12308Rxb=Ftcb=6153.82.6本章小结本章详尽叙述了行星齿轮传动的啮合计算。包括行星齿轮传动的齿数的选择，各齿轮的参数及在工作中应满足的条件。最终设计确定了所需齿轮的各参数。第3章齿轮精度与失效形式3.1齿轮精度的选择不同情况下各精度等级齿轮的节圆线速度限定值，对于较高精度等级的齿轮，采用适宜的吃廓修缘可以提高许用节圆线速度约为40%左右。目前重载行星齿轮传动的节圆线速度一般不超过25m/s左右。这里的节圆线速度指行星轮的自转线速度。在大多数的应用场合下，行星轮的体积、重量、平稳性等指标都能满足较为严格的要求。但这些要求更加苛刻或迫切需要时应适当提高齿轮的精度。在齿轮精度为4～8级范围内，精度等级每提高一级大致可使承载能力提高10%左右或体积，重量减少8%～10%，或工作噪声降低2～3dB（A）等。齿轮材料选择选择齿轮材料时考虑热处理类型、硬度、截面尺寸、模数大小及重要性程度等情况。对于渗碳淬火重载行星齿轮传动的节圆线速度一般不超过25m/s左右。（节圆线速度指行星轮的自转线速度）。国内外各种系列行星减速器中各齿轮精度范围:外齿轮（包括太阳轮行星轮等普通采用硬齿面）：4—7级内齿圈（普通采用调质处理，个别情况采用表面硬化处理）：6—8级内部齿轮联结中的齿轮件：7—8级典型精度等级：8太阳轮、行星轮：6内齿圈：7其它：83.2齿轮传动的失效形式齿轮传动因轮齿损坏而失去工作能力称为失效。轮齿的具体试销形式与齿轮传动的工作条件、载荷性质及材料性能有关。3.2.1齿面点蚀一对齿轮相啮合时，两啮合齿面间在接触处将产生循环变化的接触应力。如果这种接触应力超过齿面的接触疲劳极限应力，当齿轮工作一定时间以后，齿面表层内部就会出现微观的疲劳裂纹，随着这种裂纹的蔓延与扩展，齿面金属表层将出现麻坑，并发展成为片状剥落。这种现象成为电蚀。当点蚀出现后，齿面承载面积迅速减小，而接触应力急剧增大，不仅加剧齿面的疲劳损坏，也同时破坏了齿面啮合的正确性，甚至引起很大的动载荷，最终导致齿轮报废。对于润滑良好的HB≥350钢制齿轮闭式传动，齿面最容易发生点蚀。实践表明，齿面点蚀首先发生在节线附近的齿根表面上。为防止点蚀发生，设计时应限制两齿面在节线处的最大接触应力不超过齿面材料的许用疲劳接触应力。根据着一准则对齿轮进行的强度计算，称为齿面接触疲劳强度计算。此外，采用变位齿轮传动、提高齿面硬度、降低齿面粗糙度和选用高粘度的润滑油等，同样可以提高齿面的接触疲劳强度，以延缓点蚀的发生。对于开式传动，齿面磨损比点蚀来得早，一般见不到点蚀现象。必须指出，当齿面硬度不高时HB≤350，新制齿轮在工作初期也可能出现点蚀的痕迹。但当两轮经过一段时间跑合后，齿面微观凸起处被逐渐碾平，接触面积有逐渐增大，接触应力降低。当接触应力降低到疲劳极限应力以下时，点蚀不再继续发展，甚至会逐渐消失。所以，这种跑合初期的点蚀一般不会导致齿面疲劳损坏。不过，若两轮经跑合之后的接触应力仍高于齿面材料的接触疲劳极限应力，点蚀将继续扩展而遍及根部齿面，最终导致齿轮报废，当HB>350时，由于齿面接触强度较高，一般不易发生点蚀。可是，当齿面经受一定应力循环次数后，一旦齿面接触强度不够而出现麻坑，这种麻坑不可能像软齿面那样被碾平。这时，坑壁将发生脆性破裂，并迅速扩展而形成大块片状剥落，会很快导致齿轮报废。3.2.2轮齿的折断一对齿轮相啮合时，两轮啮合轮齿的受力情况犹如承受弯曲的悬臂梁，亮轮在啮合过程中，其轮齿在齿根处将发生循环变化的最大弯曲应力。如果这种弯曲应力超过轮齿的弯曲疲劳极限应力，当齿轮工作一定时间后，在齿根圆角附近应力集中初出现微观的疲劳裂纹。随着这种裂纹的扩展和加深，最终将导致轮齿的疲劳折断。实践表明，这种疲劳裂纹一般发生在受力作用的齿根圆角处。直齿圆柱齿轮的轮齿，一般沿齿根方向发生折断。有时如载荷分布严重不均匀，也可能发生齿端折断。开式传动和齿面硬度较高的闭式传动，较易发生轮齿折断。为防止轮齿折断，设计时应限制齿根圆处的弯曲应力σF不超过轮齿材料的许用疲劳弯曲应力σFP，即σF≤σFP。根据这一准则对齿轮进行的强度计算，称为齿根弯曲疲劳强度计算。此外，采用变位齿轮、用工艺措施增大齿根圆角半径以及提高齿轮副的制造和装配精度，同样可增强齿根的弯曲疲劳强度。3.2.3齿面磨损在齿轮传动中，当啮合齿面间掉入金属、微粒和灰尘等杂物时，两轮齿面将产生磨粒磨损。对于开式传动，齿面磨损是轮齿损坏的主要形式。闭式传动有封闭的箱体，齿面磨损比开式传动轻得多。轮齿经严重磨损后，齿面的渐开线齿形被破坏，不仅影响传动的平稳性，甚至会产生很大的动载荷，同时削弱了齿根强度，容易造成轮齿折断。目前还没有可靠的磨损计算方法。一般地说，采用变位传动以降低齿面的相对滑动速度和接触应力，采取工艺措施提高齿面硬度和降低齿面粗糙度以及保持良好的润滑条件等，都可减轻齿面磨损。3.2.4齿面胶合当一对齿轮在高速重载的条件下工作时，两轮啮合齿面间的单位压力和滑动速度都很大，容易导致啮合温度升高和润滑失效。这时，两啮合齿面的金属表层有可能直接接触而互相粘住，并随滑动而撕开，结果导致材料较硬的齿面把软齿面上的一部分表层金属粘走，使软齿面上的形成许多沿滑动方向的沟迹。这种现象称为齿面胶合。在低速重载的条件下，齿面间的润滑油膜不易形成，当两轮齿面的硬度差较大时也可能产生齿面胶合。两轮齿面发生胶合后，齿面都变得很粗糙，不仅加剧了齿面磨损，而且会引起很大的动载荷。情况严重的，经几小时运转，齿轮就会很快报废。为防止齿面产生胶合，应进行控制齿面工作温度的胶合计算，即控制啮合轮齿的齿体温度和加权后的各瞬时啮合温升的积分平均值之和不高于齿面发生胶合的温度。具体计算方法可参考有关文献。提高齿面硬度和降低齿面粗糙度、选用合适的齿轮副材料和含有极压添加剂的润滑油等，都可提高齿面的抗胶合能力。3.2.5齿面塑性流动当一对齿轮在低速重载的条件下工作时，啮合齿面间的单位压力和摩檫力都很大。如果齿面硬度较底，两啮合齿面的表层金属在摩檫力的作用下将产生塑性滑移。这种现象称为齿面塑性流动。这时，由于两轮啮合齿廓上摩檫力的方向不同。从动轮齿2上的齿面表层金属向节点附近流动而形成凸起，主动轮齿1上的齿面表层金属沿背离节点的方向流动便形成凹沟。实践表明，提高齿面硬度和采用高粘度润滑油，可减小齿面发生塑性流动的危险性。在齿轮传动的使用中，轮齿除以上五种常见的失效形式外，当齿轮传动受到严重的短期过载作用或冲击时，如果轮齿静强度不足，齿面还可能产生局部的脆性塑性变形，齿根也可能产生脆性断裂或塑性变形。这种损坏形式与齿面点蚀和轮齿折断等疲劳损坏有着本质的不同。为防止这种破坏，需按短期过载的尖峰载荷进行轮齿的静强度校核。对于第素重载齿轮传动，进行尖峰载荷下的静强度校核是非常必要的。3.3本章小结本章完成了行星减速器的齿轮精度及其失效形式的设计，对齿轮的失效形式进行了分析，并提出了防止齿面发生胶合的办法。第4章均载方法与装置4.1均载方法在保证各个零部件有较高的制造精度的同时，在设计上采用能够补偿制造、装配误差以及构件在载荷、惯性力、磨察力或高温下的变形，使各行星轮均衡分担载荷的机构十分必要的。采用这种使各行星轮分担载荷的机构是实现均载既简单又有效的途径。这种机构即是均载机构。NGW型行星传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构。主要适用于具有三个行星轮的行星传动中。它是靠基本构件（太阳轮、行星轮、内齿圈或行星架）没有固定的径向支承，在受力不均衡的情况下作径向游动（又称浮动），以使各行星轮均匀分担载荷。这种均载机构的工作原理如图所示。由于基本构件的浮动，使三种基本构件上所承受的三种力各自形成力的封闭等边三角形，而达到影响，实际上不是等边三角形而是近似等边三角形，因而引入了载荷不均匀系数Kp。使基本构件浮动的最常用的方法是采用双联齿轮联轴器，一般情况下有一个基本构件浮动，既可起到均载作用，采用二个基本构件同时浮动更好。均载机构既能降低载荷的不均衡系数，又能降低噪声、提高运转的平稳性和可靠性，因而得到广泛的应用。用高精度齿轮和提高其它主要构件（如行星架、机体等）的精度公差来达到行星轮间载荷均匀分配，这种方法获得的行星轮传动是一种静不定的完全刚性的系统。因此，因制造成本随精度的提高而显著增加，且装配比较困难，所以实际上只能对那些不能疏忽的尺寸才用高精度严加控制。均载机构通常按下面方法分类：1.基本构件浮动的均载机构即：使太阳轮、内齿圈、行星架其中之一浮动，或使上述其中两者同时浮动的均载机构。2.采用弹性件的均载机构3.杠杆联动均载机构4.2均载装置太阳轮浮动太阳轮通过浮动齿套与高速轴联结而实现浮动。由于太阳轮重量小、惯性小、浮动灵活、结构简单、容易制造、通用性强，因此广泛用于低速传动。当行星轮数为三个时均载效果最为显著。载荷不均衡系数Kp=1.1～1.15。行星架通过浮动齿套与高底速轴联接而实现浮动.在NGW型传动中,由于行星架受力较大(2倍圆周力)而有利于浮动.行星架浮动不需支承,可简化结构,尤其有利于多级行星传动.但由于行星架自重大、速度高会产生较大离心力，影响浮动效果，所以常用于中小规格的中底速型传动中。一般KP=1.15～1.25。内齿圈浮动齿套将内齿圈与机体联接，使内齿圈浮动。内齿圈浮动的主要优点是可使结构的轴向尺寸较小，或使两个基本构件（如太阳轮和内齿圈）同时浮动时，增强均载效果。但内齿圈浮动使行星轮间均载的效果不如太阳轮浮动好，并且浮动内齿圈所需的均载装置的尺寸和重量较大，加工也不方便。由于内齿圈尺寸和重量较大，故浮动灵敏性较差。一般KP=1.1～1.2。浮动内齿圈的联轴器为两端带齿形接头的空心薄壁筒或锥形圆盘，为简化结构，也采用一端带齿形接头的联轴器，浮动齿套的外壳和内齿圈的轮缘制成一体。当轮缘的横截面相对于齿合为非对称时，在直齿行星减速器中，齿圈的轮缘制成一体。当轮缘的横截面相对于齿合为非对称时，在直齿行星减速器中，齿圈轮缘的翻转倾向较小。太阳轮与行星架同时浮动这是太阳轮浮动与内齿圈浮动的组合,主要用于高速行星传动.特点式噪声小,运转平稳,均载效果好,常取KP=1.05～1.15。4.3本章小结本章完成了NGW型行星传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构的分析，并简要说明了行星减速器的均载装置。第5章行星传动中的校核计算5.1齿轮的校核5.1.1齿面接触疲劳强度校核计算计算接触应力公式如5.1[5]：（5.1）计算齿面接触应力的基本值如公式5.2[5]：（5.2）许用接触应力计算公式5.3[5]：（5.3）强度条件应满足：查文献[1]，根据推荐值选取系数值如下：KA——使用系数KA=2.5KV——动载系数KV=1.02KHβ——接触强度的齿向载荷分布系数KHβ=1.1875KHα——接触度强的齿间载荷分布系数KHα=1.0KHP——接触强度计算的行星轮间载荷分配不均衡系数KHP=1.15ZE——材料的弹性系数ZE=189.8——接触强度计算重合度系数——节点区域系数（）——接触强度计算螺旋角系数（因为各齿轮都是直齿轮所以）——齿面接触强度的寿命系数ZN=1.3——齿面硬化系数ZW=1——尺寸系数Zx=1齿数比计算结果如下：δHlim——试验齿轮的接触疲劳极限δHlim=1300MPaSHmin——齿面接触强度的最小安全系数SHmin=1.25——圆周力N齿宽mm分度圆直径mm由表（6-2）[5]计算得：MPa所以由文献[5]表（6-1）查得公式：（5.4）式中，试验齿轮齿面接触疲劳极限应力MPa齿面接触强度得最小安全系数齿面接触强度得寿命系数式中（5.5）经计算，得：齿面硬化系数(当小齿轮齿面的粗糙度,大轮硬度不在130-400时)，尺寸系数：由此计算得：MPa因为，所以强度条件满足。5.1.2齿轮弯曲疲劳强度较核计算1.校核公式弯曲疲劳许用应力校核公式：（5.6）齿根弯曲疲劳应力校核公式[5]：（5.7）计算齿根弯曲应力基本值[5]：（5.8）校核弯曲疲劳应力[5]：（5.9）强度条件应满足：。计算弯曲疲劳许用应力：外啮合副可按框图[5]查取MPa内啮合副按框图MQ级查取MPa安全系数寿命系数应力修正系数尺寸系数将以上数据代入弯曲疲劳许用应力公式得：（5.10）同理可得，MPaMPaMPa2.弯曲疲劳强度校核查文献[5]得太阳轮和行星轮转矩计算公式：（5.11）由可知太阳轮轮转矩：N·m行星轮与齿圈转矩：N·m查文献[5]得，载荷分配系数：根据载荷分布系数计算公式[5]：（5.12）()载荷系数计算：齿形系数计算：重合度系数计算：将以上计算结果分别代入公式可得，MPaMPaMpa其中(N·m)5.2轴的校核计算1.选取太阳轮轴进行校核太阳轮所受载荷值如下：轴传递的转矩：N·m齿轮的圆周力：N齿轮的径向力：N计算支承反力：N太阳轮轴受力分析：图5.1太阳轮轴受力分析图受力分析计算如下：太阳轮轴受力简图如下：图5.2太阳轮轴受力简图2.计算弯矩和扭矩根据受力简图作出弯矩图。图5.3太阳轮轴弯矩图计算扭矩：∵M=0∴N·mN·mN·mN·mN·mN·m3.轴的疲劳强度校核截面1：其中，，，，，，，，，，。截面2：其中，，，，，，，，，，轴的静强度校核：截面1：其中N·m，N·m，cm3，cm3，kg/mm3，。截面2：其中N·m，N·m，cm3，cm3，kg/mm3，。经校核，太阳轮轴强度合格。5.3本章小结本章完成了对齿轮接触疲劳强度的校核计算、齿轮抗弯曲疲劳强度较核的计算、轴的较核计算。并且，经校核，所有齿轮和轴的疲劳强度合格。

第6章其它构件的设计6.1行星架的设计行星架是行星齿轮传动装置中的主要构件之一，行星轮轴或轴承就装在行星架上。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。行星架的结构设计和制造对各行星轮间的载荷分配以至传动装置的承载能力、噪声和振动等有很大影响。行星架的结构型式：行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配。其常见结构型式有双壁整体式、双壁分开式和单壁式三种。双壁整体式行星架的刚性好，这种结构如果采用整体锻造则切削加工很大，因此可用铸造和焊接方法得到结构和尺寸接近成品的毛坯，但应注意消除铸造或焊接缺陷内应力，否则将影响行星架的强度、加工质量及使用时可能产生变形。双壁分开式行星架较整体式行星架复杂，主要用于传动比较小的情况如IbAh〈4的NGW型传动。因这时行星轮直径较小，行星轮轴承往往要装在行星架两侧壁板上，使行星架外径大雨内齿轮顶圆直径；行星架侧板中心的孔径小于太阳论外径。因此，若行星架不分开就无法装配。另外，当行星架采用摸锻时，例如在告诉行星传动中，也要采用分开式结构。双壁整体式和双壁分开式行星架的两个壁，通过中间的连接板（梁）联结在一起，连接板的数量和尺寸与行星轮数有关。两侧板壁厚，当不装时可按经验选取：C1=0.25-0.3。6.2行星轮支撑结构与整体结构分析1．中心轮和行星架的支承中心轮和行星架的支承，轴承通常是按轴的直径选择轻型或特轻型的向心球轴承。如果轴承受外载荷，则应以载荷大小和性质通过计算确定轴承型号。在高速传动中必须校核轴承极限转速。当滚动轴承不能满足要求时，可采用滑动轴承。滑动轴承结构一般为轴向剖分式。浮动的中心轮和行星架本身不加支撑，但通过浮动联轴器与相联结的输入或输出轴上的支撑也应按上述原则选择合适的轴承。旋转的不浮动基本构件的轴向定位是依靠轴承来实现的，而浮动的构件本身的轴向定位可通过齿式联轴器上的弹性挡圈来实现，也可采用球面顶块、滚动轴承进行定位，这种方法有助于浮动的灵敏性。2.行星轮的支承在行星传动机构中，行星轮上的支承受负荷最大。在一般用途的底速传动和航空机械的传动中采用滚动轴承作为行星轮的支承。在高速传动中滚动轴承往往不能满足使用寿命的要求，所以要采用滑动轴承来支承行星轮。为了减小传动装置的轴向尺寸，轴承直接装入行星轮孔中，但由于轴承外圈旋转，其使用说明要有所降低。对于直齿NGW型传动，行星轮中也可装入一个滚动轴承，但该轴承必须是内外圈之间不能相对轴向移动的，如向心球轴承，球面调心球轴承和球面调心滚子轴承等。为了减少由制造误差和变形引起的沿齿长载荷分布不均匀，行星轮内装一个球面调心轴承是很有利的，但应注意，刺丝传动中的浮动构件只能有一个，并要计算机构自由度不能有多余自由度存在。此行星减速器中共选择了三种类型的轴承。行星轮中装入的是调心滚子轴承在行星轮中我们选择调心棍子轴承（GB/T288-1994）一级代号为22212；二级代号为21311cc。另外，三个轴承选择深沟球轴承（GB/T276-1994）代号分别为61838；16044轴承。6.3行星减速器机体结构机体结构要根据制造工艺、安装工艺、和使用维护的方便与否以及经济性等条件来决定。对于非标准的、单件生产和要求重量较轻的传动，一般采用焊接体。反之，在大批生产时，通常采用铸造机体。机体的形状随传动装置的安装型式分为卧式、立式、和法兰式等。大型传动装置的机体一般要做成轴向剖分式，以便于安装和检修。所以采煤机牵引部行星减速器机体结构应该选择。铸造机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生缩孔和疏松等铸造缺陷。铸造机体的常用材料为灰铸铁，如HT200、HT150等，承受较大振动和冲击的场合可用铸钢，如ZG55、ZG45等。这里我们选用灰铸铁。铸造机体的特点是能有效地吸收振动和降低噪声，且有良好的耐腐蚀性。机体的强度和刚度一般计算很复杂，所以一般都是按经验方法确定其结构尺寸。查文献[5]选取铸造机体的壁厚尺寸如下：尺寸系数Kδ=（3D+B）/1000，式中，D为机体内壁直径D=500mm，B=560mm代入得：Kδ=2.06所以由文献[5]查表可知：壁厚选择大于15-17mm我们选择壁厚为δ=20mm前机盖壁厚δ1=0.8δ=16mm表6.1行星减速器铸造机体结构尺寸表名称代号计算方法机体壁厚δ20前机盖壁厚δ1δ1=0.8δ=16mm机盖法兰凸缘厚度δ2δ2=δ=20mm机体宽度B350机体内壁直径D290机体紧固螺栓直径d1d1=206.4本章小结本章完成了对行星架的设计，行星轮支撑结构与整体结构分析，行星减速器机体结构的设计。第7章行星轮的传动效率7.1概述行星齿轮传动效率是此种传动装置的重要性能指标之一，为确定行星齿轮传动的效率，首先应分析和了解它的传动损失。行星齿轮传动主要有如下四种形式：1）齿轮啮合副中的摩察损失，相应的效率为；2）轴承中的摩察损失；3）液力损失，即润滑油的搅动和飞溅引起的功率损失；行星齿轮传动中的均载机构或输出机构的摩察损失。行星传动效率有如下特点：1）行星齿轮传动效率随其结构类型的不同而不同2）同一型式的行星齿轮传动的效率随传动比变化而变化3）一型式的行星齿轮传动，当主、从动件改变时，效率随之改变4）行星齿行星轮传动效率的变化范围极大，高大的达0.98以上，低的可接近于零，甚至自锁。7.2传动效率的计算在行星传动中，啮合功率直接接受外界输入功率的基本构件，其转速方向与所受外力矩方向一致，此时功率P=Tn>0，该构件为传动中的主动构件；向外输出功率的基本构件，其转速方向与所受力矩的方向相反，此时功率P=Tn<0，该构件为从动件。传动过程中克服摩察阻力而产生的损失，摩擦损失功率为Pf，由又知这表明转化机构中太阳轮仍为主动轮。因此，将代入(Pi为主动件输入功率)，求得其传动效率为：（7.1）因为a轮为主动轮(既Pa>0，PH<0)，当将代入时：（7.2）表7.1传动效率类型固定件主动件从动件转化机构传动比传动效率NGWbaH其中，式中分别为定轴轮系中齿轮啮合功率系数之和、轴承功率损失系数之和、液力损失系数之和。可不考虑中心轮和行星架的支撑的功率损失系数。查文献[5]得：（7.3）式中，Z1、Z2—分别为小齿轮与大齿轮齿数；f—系数，与两齿轮齿顶高ha有关，当ha≥mn(法向模数)时，f=2.3，当ha=（1—1.8）mn时，f=3.1；μ—啮合接触摩察系数，一般取0.06——0.10。（外啮合用“+”，内啮合用“-”。）由文献[5]查得公式7.4，（7.4）式中，可得：再由文献[5]查得公式7.5，（7.5）得：。7.3本章小结行星齿轮传动效率是此种传动装置的重要性能指标之一，本章完成了对行星减速器的传动效率的计算。第8章经济效益分析论证8.1方案分析1）行星齿轮传动与定轴齿轮传动相比较，行星齿轮传动合理地应用了内啮合，充分利用内啮合承载能力高和内齿轮（或称内齿圈）的空间容积，从而缩小径向、轴向尺寸，使结构很紧凑而承载能力又很高。共轴线式的传动装置各中心轮构成共轴线式的传动，输入轴与输出轴共轴线，使这种传动装置长度方向尺寸大大缩小。传动效率高，由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮，使作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，效率可达0.97-0.99。2）双联行星减速器，运动平稳、抗冲击和振动的能力强，由于采用数个相同的行星轮，均匀分布于中心轮周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。功率分流用几个完全相同的行星齿轮均匀地分布在中心轮的饿周围来共同分担载荷，因而使每个齿轮所受的载荷较小，相应齿轮模数就可较小。所以选用双联行星减速器是特别经济实用的方案。8.2经济分析行星减速器体积小、重量轻、结构紧凑，传动功率大、承载能力高、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点。在相同条件下，重量只是普通圆柱齿轮减速器的1/3，体积是1/5（行星齿轮减速器承载能力越大，这一效果越为明显）。输入轴和输出轴为同一中心线，使提升系统的总体布置更为合理，便于安装、调整，减少占地面积。这